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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 目錄 7.3機械轉(zhuǎn)動系統(tǒng)的誤差計算與分析···································

2、·······14 8.機械傳動系統(tǒng)的動態(tài)分析········································&

3、#183;·············15 9. 立式加工中心工作臺設計 1.概述 1.1技術要求 工作臺、工件和夾具總質(zhì)量m=833kg(重力W=8500N)，工作臺行程900mm，工作臺快進速度20000mm/min,工作臺采用滾動摩擦導軌，動摩擦系數(shù)為0.01，靜摩擦系數(shù)為0.01，工作臺定位精度為0.04mm，重復定位精度為0.01mm，機床的工作壽命為20000h。采用伺服電機，額定功率7.5kw，強力切削時銑刀直徑125mm，主軸轉(zhuǎn)速3

4、00r/min 切削方式 進給速度（m/min） 時間比例(%) 備注 強力切削 0.6 10 主電機滿功率 一般切削 0.8 30 粗加工 精加工切削 1 50 精加工 快速進給 20 10 空載 1.2總體設計方案 為了滿足以上技術要求，采取以下技術方案： （1） 工作臺工作面尺寸（寬度×長度）確定為400mm×1200mm。 （2） 工作臺導軌采用矩形導軌，在與之相配的動導軌滑動畫面上貼聚四氟乙烯導軌板。同時采用斜鑲條消除導軌導向面的間隙，在背板上通過設計偏心輪結(jié)構(gòu)來消除導軌背面與背板的間隙，并在與工作臺導軌相接觸的

5、斜鑲條接觸面上和背板接觸面上貼膜。 （3） 對滾珠絲杠螺母副采用預緊，并對滾珠絲杠進行拉伸預。 （4） 采用伺服電動機驅(qū)動。 （5） 采用膜片彈性聯(lián)軸器將伺服電動機與滾珠絲杠連接。 2.滾珠絲杠螺母副的選型和計算 2.1主切削力及其切削分力計算 （1）計算主切削力Fz。 根據(jù)已知條件，采用端面銑刀在主軸計算轉(zhuǎn)速下進行強力切削（銑刀直徑D=125mm），主軸具有最大扭矩，并能傳遞主電動機的全部功率，此時銑刀的切削速度為：（已知機床主電動機的額定功率為7.5kw，主軸計算轉(zhuǎn)速n=300r/min。） 根據(jù)公式得刀具的切削速度為： 取機床的機

6、械效率為：，則由式得主切削力： （2）計算各切削分力 工作臺的縱向切削力、橫向切削力和垂向切削力分別為 2.2導軌摩擦力的計算 在切削狀態(tài)下坐標軸導軌摩擦力的計算可以查課程設計指導書： （1）根據(jù)式（2-8a）計算在切削狀態(tài)下的導軌摩擦力。此時導軌動摩擦系數(shù)，查表2-3得鑲條緊固力,則 （2）按式（2-9a）計算在不切削狀態(tài)下的導軌摩擦力和 2.3計算滾珠絲杠螺母副的軸向負載力 （1）按式（2-10a）計算最大軸向負載力

7、（2）按式（2-11a）計算最小軸向負載力 2.4滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算 1）確定滾珠絲杠的導程 根據(jù)已知條件取電動機的最高轉(zhuǎn)速得： 2）計算滾珠絲杠螺母副的平均轉(zhuǎn)速和平均載荷 （1）各種切削方式下滾珠絲杠的軸向載荷。 強力切削時的軸向載荷定為最大軸向載荷，快速移動和鉆鏜定位時的軸向載荷定為最小軸向載荷。一般切削（粗加工）和精細切削（精加工）時，滾珠絲杠螺母副的軸向載荷分別可按下式計算： 并將計算結(jié)果填入表2 表2 數(shù)控機床滾珠絲杠的計算 切削方式 軸向載荷/

8、N 進給速度/(m/min) 時間比例/(%) 備注 強力切削 1375.41 10 一般切削（粗加工） 380.08 30 精細切削（精加工） 110.25 50 快移和鏜鉆加工 105 10 （2）計算滾珠絲杠螺母副在各種切削方式下的轉(zhuǎn)速。 （3）按式（2-17）計算滾珠絲杠螺母副的平均轉(zhuǎn)速。 （4）按式（2-18）計算滾珠絲杠螺母副的平均載荷 3)確定滾珠絲杠預期的額定動載荷 （1）按預定工作時間估算。查表2-28得載荷性質(zhì)系數(shù)=1.3。已知初步選擇

9、的滾珠絲杠的精度等級為2級，查表2-29得精度系數(shù)=1，查表2-30得可靠性系數(shù)=0.44，則由式（2-19）得 （2）因?qū)L珠絲杠螺母副將實施預緊，所以可按式（2-21）估算最大軸向載荷。查表2-31得預加載荷系數(shù)=4.5，則 （3）確定滾珠絲杠預期的額定動載荷。 取以上兩種結(jié)果的最大值，＝8108.84N。 4）按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑 （1）根據(jù)定位精度和重復定位精度的要求估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形。 已知工作臺的定位精度為40，重復定位精度為

10、10，根據(jù)式（2-23）、式（2-24）以及定位精度和重復定位精度的要求，得 10＝（3.3~5）

11、

12、 40＝（8~10） 取上述計算結(jié)果的較小值，即=3.3。 （2）估算允許的滾珠

13、絲杠的最小螺紋底徑。 本機床工作臺（X軸）滾珠絲杠螺母副的安裝方式擬采用兩端固定方式。 滾珠絲杠螺母副的兩個固定支承之間的距離為 L＝行程+安全行程+2×余程+螺母長度+支承長度 ≈（1.2~1.4）行程+（25~30） 取L＝1.3×行程+30≈（1.3×900+30×10）mm＝1470mm 又=105N，由式（2-26）得 5）初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號 根據(jù)計算所得的、、，初步選擇FFZD型內(nèi)循環(huán)墊片預緊螺母式滾珠絲杠螺母副FFZD4010-3（見本書附錄A表A-3），

14、其公稱直徑、基本導程、額定動載荷和絲杠直徑如下： =40mm， =10mm =30000N＞=8108.84N 34.3mm＞=16.87mm 故滿足式（2-27）的要求。 6）由式（2-29）確定滾珠絲杠螺母副的預緊力 1375.41N＝458.47N 7）計算滾珠絲杠螺母副的目標行程補償值與預緊拉力n （1）按式（2-31）計算目標行程補償值。 已知溫度變化值△t=2℃，絲杠的膨脹系數(shù)α=/℃，滾珠絲杠螺母副的有效行程

15、 ＝工作臺行程+安全行程+2×余程+螺母長度 ＝（900+100+2×20+146）mm＝1186mm 故 ＝11△t×＝11×2×1186×mm＝0.26mm （2）按式（2-32）計算滾珠絲杠的預拉伸力。 已知滾珠絲杠螺紋底徑=27.3mm，滾珠絲杠的溫升變化值△t=2℃，則 =1.81△t=1.81×2×34.3×34.3=4258.89N 8）確定滾珠絲杠螺母副支承用軸承的規(guī)格型號 （1）按式（2

16、-33）計算軸承所承受的最大軸向載荷。 （2）計算軸承的預緊力。 （3）計算軸承的當量軸向載荷。 （4）按式（2-15）計算軸承的基本額定動載荷C。 已知軸承的工作轉(zhuǎn)速n==280r/min，軸承所承受的當量軸向載荷=853.25N，軸承的基本額定壽命L=20000h。軸承的徑向載荷和軸向載荷分別為 因為，所以查表2-25得，徑向系數(shù)X=1.9，軸向系數(shù)Y=0.54，故

17、（5）確定軸承的規(guī)格型號。 因為滾珠絲杠螺母副擬采取預拉伸措施，所以選用60°角接觸球軸承組背對背安裝，以組成滾珠絲杠兩端固定的支承形式。由于滾珠絲杠的螺紋底徑為34.3mm，所以選擇軸承的內(nèi)徑d為30mm，以滿足滾珠絲杠結(jié)構(gòu)的需要。 在滾珠絲杠的固定端端選擇國產(chǎn)60°角接觸球軸承兩件一組背對背安裝，組成滾珠絲杠的兩端固定支承方式。軸承的型號為TNI/P4DFA，尺寸（內(nèi)徑×外徑×寬度）為30mm×62mm×16mm，選用脂潤滑。該軸承的預載荷能力為1450N，大于計算所得的軸承預緊力=458.47N。并在脂潤滑狀態(tài)下的極限轉(zhuǎn)速為

18、2200r/min，高于滾珠絲杠的最高轉(zhuǎn)速=2000r/min，故滿足要求。該軸承的額定動載荷為=26000N，而該軸承在20000h工作總壽命下的基本額定動載荷C=8422.06N，也滿足要求。 3.工作臺部件的裝配圖設計 將以上計算結(jié)果用于工作臺部件的裝配圖設計。 4.滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗 4.1滾珠絲桿螺母副臨界壓縮載荷的校驗 工作臺的滾珠絲桿支承方式采用預拉伸結(jié)構(gòu)，絲杠始終受拉而不受壓。因此，不存在壓桿不穩(wěn)定問題。 4.2滾珠絲桿螺母副臨界轉(zhuǎn)速的校驗 1.滾珠絲杠螺母副臨界壓縮載荷Fc的校驗 根據(jù)圖1得滾珠絲杠螺母副的最大受壓長度L1=1066mm，

19、絲杠水平安裝時，K1=1/3，查表2-44得K2=2，由式2-35得： Fc=K1K2×=×2××=81202.76N 本工作臺滾珠絲杠螺母副的最大軸向壓縮載荷為Famax=1375.41N，遠小于其臨界壓縮載荷Fc的值，故滿足要求。 2.根據(jù)圖1可得滾珠絲桿螺母副臨界轉(zhuǎn)速的計算長度=1080mm。已知彈性模量E=MPa，材料密度N/，重力加速度9.8，安全系數(shù)=0.8。由表2-44查得 滾珠絲桿的最小慣性矩為 滾珠絲桿的最小截面積為 故可由公式得： r/min=4451r/min 本工作臺滾珠絲桿

20、螺母副的最高轉(zhuǎn)速為2000r/min，遠遠小于其臨界轉(zhuǎn)速，故滿足要求。 4.3滾珠絲桿螺母副額定壽命的校驗 滾珠絲桿螺母副的壽命，主要是指疲勞壽命。它是指一批尺寸、規(guī)格、精度相同的滾珠絲杠在相同的條件下回轉(zhuǎn)時，其中90%不發(fā)生疲勞剝落的情況下運轉(zhuǎn)的總轉(zhuǎn)速。 查附錄A表A-3得滾珠絲桿額定動載荷N，運轉(zhuǎn)條件系數(shù)，滾珠絲桿的動載荷N，滾珠絲桿螺母副轉(zhuǎn)速n=r/min 即： 一般來講，在設計數(shù)控機床時，應該保證滾珠絲桿螺母副的總時間壽命，故滿足要求。 5.計算機械傳動系統(tǒng)的剛度 5.1機械傳動系統(tǒng)的剛度計算 (1)計算滾珠絲桿的拉壓剛度。 本工作臺的絲杠支承方式為一端固定，一端游

21、動。由圖1可知，滾珠絲杠的螺母中心位于滾珠絲杠的兩支承的中心距離a=LY時，滾珠絲杠螺母副具有最小拉壓剛度，由（2-43a）得： 當a==166mm時，滾珠絲桿螺母副具有最大拉壓剛度計算得： (2) 計算滾珠絲杠螺母副支撐軸承的剛度Kb。 已知軸承的接觸角ß=60，滾動體直徑=7.144mm，滾動體個數(shù)Z=17,軸承的最大軸向工作載荷F= 4946.6N,由表2-45，表2-46得 = 2×2.34× =2×2.34× (3)計算滾珠與滾道的接觸剛度K。 查附錄Ａ　表Ａ－３得滾珠與滾道的接觸剛

22、度K=973N/um，額定動載荷C=30000N，滾珠絲杠上所承受的最大軸向載荷F=1375.41N，故由式（2-46）得 K=K（)=973×()N/um=750.27N/um (4) 計算進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度K。 由式（2-47a）得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最大值為 故K=250N/μm 由式（2-47b）得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值為 故K=115N/μm 5.2滾珠絲杠螺母副扭轉(zhuǎn)剛度的計算 由圖4-1可知，扭矩作用點之間的距離L= 1348 mm。已知剪切模量G= M,滾珠絲杠的底徑d=m。由式（

23、2-48）得 K== 8161.15Nm/rad 6.驅(qū)動電動機的選型與計算 6.1計算折算到電動機軸上的負載慣量。 (1)計算滾珠絲杠的轉(zhuǎn)到慣量J。 已知滾珠絲杠的密度=7.810kg/cm,由式(2-63)得: (2)計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量J J= 0.7810DL =0.7810(6-3)7.8kg/cm=7.39kg/cm (3)折算到電動機軸上的移動部件的轉(zhuǎn)動慣量的計算 已知機床執(zhí)行部件（即工作臺、工件和夾具）的總質(zhì)量m=833kg，電動機每轉(zhuǎn)一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離L=1cm，則由式（

24、2-65）得 (4)加在電動機軸上總的負載轉(zhuǎn)動慣量的計算 =++J=(18.84+7.39+21.12)=47.35 6.2計算折算到電動機軸上的負載力矩 (1)計算切削負載力矩T。 已知在切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力F=F=1375.41N,電動機每轉(zhuǎn)一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離L=10mm=0.01m,進給傳動系統(tǒng)的總效率η=0.90，由式（2-54）得 T===2.43Nm (2)計算摩擦負載力矩T。 已知在不切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力（即為空載時的導軌摩擦力）F=105N，由式（2-55）得T==Nm=0.186Nm (

25、3)計算由滾珠絲杠得預緊而產(chǎn)生的附加負載力矩T。 已知滾珠絲杠螺母副的預緊力F=458.47N，滾珠絲杠螺母副的基本導程L=10mm=0.01mm，滾珠絲杠螺母副的效率=0.94，由式（2-56）得 Tf= 6.3 計算坐標軸折算到電動機軸上的各種所需力矩 （1）計算線性加速度力矩T。 已知機床執(zhí)行部件以最快速度運動時電動機的最高轉(zhuǎn)速n=2000r/min，電動機的轉(zhuǎn)動慣量J=62kgcm，坐標軸的負載慣量J=47.35kgcm，進給伺服系統(tǒng)的位置環(huán)增益k=20，加速時間==s=0.15s，由式（2-58）得 （2） 計算階躍加速力矩。 已知加速

26、時間，由式（2-59）得 （3） 計算坐標軸所需的折算到電動機軸上的各種力矩。 1) 按式(2-61)計算線性加速時空載啟動力矩 2) 按式(2-61)計算線性加速時空載啟動力矩 3) 按式(2-57a)計算快進力矩 4) 按式(2-57a)計算工進力矩 6.4選擇驅(qū)動電動機的型號 (1)選擇驅(qū)動電動機的型號 根據(jù)以上計算和表2-47，選擇日本FANUC公司生產(chǎn)的a12/3000i型交流伺服電機為驅(qū)動電機。主要技術參數(shù)如下：額定功率

27、，3kW,最高轉(zhuǎn)速,3000r/min，額定力矩，12N.m,轉(zhuǎn)動慣量，,質(zhì)量,18kg。 交流伺服電動機的加速力矩一般為額定力矩的5~10倍。若按5倍計算，則該電動機的加速力矩為60N.m，均大于本機床工作臺的線性加速時所需的空載啟動力矩以及階躍加速時所需的空載啟動力矩，因此，不管采用何種加速方式，本電動機均滿足加速力矩要求。 該電動機的額定力矩為12N.m，均大于本機床工作臺快進時所需的驅(qū)動力矩以及工進時所需的驅(qū)動力矩，因此，不管是快進還是工進，本電動機均滿足驅(qū)動力矩要求。 (2)慣量匹配驗算。 為了使機械傳動系統(tǒng)的慣量達到較合理的匹配，系統(tǒng)的負載慣量與伺服電動機的

28、轉(zhuǎn)動慣量之比一般應滿足式(2-67)，即,而在本例中 ，故滿足慣量匹配要求。 7.機械傳動系統(tǒng)的動態(tài)分析 7-1機械傳動系統(tǒng)的動態(tài)分析 已知滾珠絲杠螺母副的綜合拉壓剛度，而滾珠絲杠螺母副和機床執(zhí)行部件的等效質(zhì)量，則 7-2.計算扭矩振動系統(tǒng)的最低固有頻率 計算到滾珠絲杠上的系統(tǒng)總當量轉(zhuǎn)動慣量為： 已知絲杠的扭轉(zhuǎn)剛度 由以上計算可知，絲杠-工作臺縱向振動系統(tǒng)的最低固有頻率，扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)的最低固有頻率都比較高，一般按的要求來設計傳動系統(tǒng)的剛度，故滿足要求。 7.3機械轉(zhuǎn)動系統(tǒng)的誤差計算與分析 1.計算機械轉(zhuǎn)動系統(tǒng)的反向死區(qū) 已知進給

29、轉(zhuǎn)動系統(tǒng)的最小綜合拉亞剛度， 導軌的靜摩擦力 即，故滿足要求。 2.計算機械轉(zhuǎn)動系統(tǒng)由綜合拉壓剛度變化引起的定位誤差 由式（2-53）得 即，故滿足要求。 3.計算滾珠絲杠因扭轉(zhuǎn)變形產(chǎn)生的誤差 （1） 計算由快速進給扭矩引起的滾珠絲杠螺母副的變形量。已知負載力矩，由圖4-2得扭矩作用點之間的距離，絲杠底徑，由式（2-49）得： （2） 由扭轉(zhuǎn)變形量引起的軸向移動滯后量將影響工作臺的定位精度。由式（2-50）得： 8.確定滾珠絲杠螺母副的精度等級和規(guī)格型號 1．確定滾珠絲杠螺母副的精度等級 本機床工作臺采用半閉環(huán)系

30、統(tǒng)，、應滿足下列要求： 滾珠絲杠螺母副擬采用的精度等級為二級，查表2-20得，查表2-21得，當螺紋長度為1150mm時，故滿足設計要求。 2.滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號 滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號為FFZD4010-3，其具體參數(shù)如下。公稱直徑與導程：40mm,10mm;螺紋長度:1150mm;絲杠長1405mm;類型與精度:P類，2級精度。 9.課程設計總結(jié) 在這次的課程設計中，學到了一些除技能以外的其他東西，領略到了別人在處理問題時顯示出的優(yōu)秀品質(zhì)，更深切的體會到人與人之間的那種相互協(xié)調(diào)合作的機制，最重要的還是自己對一些問題的看法產(chǎn)生了良性的

31、變化，尤其是在互相的合作中。 課程設計不僅是對前面所學知識的一種檢驗，而且也是對自己能力的一種提高。通過這次課程設計使我明白了自己原來知識還比較欠缺。自己要學習的東西還太多，以前老是覺得自己什么東西都會，什么東西都懂，有點眼高手低。通過這次課程設計，我才明白學習是一個長期積累的過程，在以后的工作、生活中都應該不斷的學習，努力提高自己知識和綜合素質(zhì)。 10.參考文獻 [1] 范超毅.數(shù)控技術課程設計.武漢：華中科技大學出版社，2006 [2]王愛玲.機床數(shù)控技術.北京：高等教育出版社，2006 [3]王愛玲.現(xiàn)代數(shù)控機床結(jié)構(gòu)與設計. 北京: 兵器工業(yè)出版社, 1999.9 [4]王愛玲. 現(xiàn)代數(shù)控機床. 北京: 國防工業(yè)出版社,2003.4 [5]戴曙.金屬切削機床.北京：機械工業(yè)出版社，2007.8 [6]數(shù)控技術課程設計.湖北：華中科技大學出版社，2007.5 專心---專注---專業(yè)